雙離合器式自動變速器的七擋齒輪變速器設計[DCT干式雙離合]【七檔】【含CAD高清圖紙和說明書】

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Simulation Study of Dual Clutch Transmission for Medium Duty Truck ApplicationsJ.SAE,2005(01):3590-3593.6 趙志強.濕式雙離合器自動變速器建模及仿真分析D.長沙：湖南大學，20097 趙玉省.雙離合器自動變速系統(tǒng)的綜合控制D.重慶：重慶大學，2009188 Andreas Hegerath,Bergheim(DE).Dual Clutch For A Transmission With Two Input Shafts.US，Patent No.:6929107B2，2005209 康海濤.雙離合器式自動變速器的研究.D.武漢：華中科技大學，200410 劉振軍，秦大同，葉明等車輛雙離合器自動變速傳動技術研究進展分析J農(nóng)業(yè)機械學報，200536(11)：16116411 楊偉斌，秦大同雙離合器式自動變速器控制系統(tǒng)的關鍵技術J機械工程學報，2007，43(2)：132112 AUDI A G.Audi TT 3.2 quattro with shift gear-box(DSG)J Audi Word， 2003(2:20-4).13 13 陳家瑞.汽車構造M.北京：機械工業(yè)出版社，2000：10-97.14 王望予.汽車設計（第4版）M 北京：機械工業(yè)出版社，2010：78-113.15 劉維信.汽車設計M.北京：清華大學出版社，2001：158-207. 16 余志生.汽車理論（第三版）M北京：機械工業(yè)出版社，2000：1-88.六、備注指導教師意見：簽字： 年 月 日黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 I 摘 要 雙離合器自動變速器由電控機械式自動變速器發(fā)展而來，它綜合了液力機械自動 變速器（AT ）和電控機械自動變速器（AMT）的優(yōu)點，能夠?qū)崿F(xiàn)動力換擋、減少了 換檔時間、提高了換檔品質(zhì)、極大地提高了汽車的舒適性和操縱性。 本設計以雙離合器式自動變速器的結構和工作原理為基礎，針對干式雙離合器自 動變速器的設計方法，分析了各種不同變速器的布置方案并選定了本變速器的最終布 置方案。對變速器中的主要零件包括齒輪形式、換擋結構形式作了闡述并進行了選擇 并對變速器的傳動比的范圍、中心距做初步的選擇和設計。對變速器中的齒輪的模數(shù)、 壓力角、螺旋角、進行了選擇并計算出齒輪其他的相關參數(shù)和對齒輪的校核。對軸的 結構尺寸進行設計和軸承的選用并對其進行了校核。 關鍵詞：雙離合器；自動變速器；傳動比；齒輪；軸 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 II ABSTRACT DCT duo to Mechanical Transmission.Itinherits the advantages of Automatic Transmission(AT) and Automated Mechanical Transmission (AMT).It has the ability of power shifing that can reduce shift time andimprove shift quality.And the comfort and maneuverability of vehicle will be greatly improved. In this thesis,the study of dry type Dual Clutch Transmission is based on the Structural characteristics and working principle of DCT. For dry-type dual-clutch automatic transmission design, analyzed the layout of the various transmission options and selected the final layout of the transmission scheme. The major part of gear, including gear form, elaborated shift structure and make the choice and range of transmission gear ratio, center distance a preliminary selection and design. The gear on the transmission module, pressure angle, helix angle, were calculated gear selection and other relevant parameters and checking on the gear. Structural dimensions of the shaft and bearing design and its selection was checked. Key words: Dual Clutch Transmission；Automatic transmission；Transmission Ratio；Gear ；Axis 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 目 錄 摘要 I Abstract II 第 1 章 緒論 .1 1.1 課題研究的目的和意義 1 1.2 課題的研究現(xiàn)狀 3 1.3 課題的研究內(nèi)容及技術路線 4 第 2 章 雙離合器自動變速器傳動方案的確定 6 2.2 DCT 結構的分析 6 2.2 DCT 雙離合器形式的分析 9 2.2.1 干式雙離合器性能分析 9 2.2.2 濕式雙離合器性能分析 10 2.3 DCT 基本結構方案的確定 11 2.4 本章小結 11 第 3 章 雙離合器自動變速器的設計與計算 12 3.1 變速器主要參數(shù)的選擇 12 3.1.1 傳動比范圍 12 3.1.2 變速器各檔傳動比的確定 12 3.1.3 中心距的選擇 15 3.1.4 變速器的外形尺寸 15 3.1.5 齒輪參數(shù)的選擇 15 3.1.6 各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算 17 3.1.7 變速器齒輪的變位 21 3.2 變速器齒輪強度校核 26 3.2.1 齒輪材料的選擇原則 26 3.2.2 變速器齒輪彎曲強度校核 27 3.2.3 輪齒接觸應力校核 32 3.3 軸的結構和尺寸設計 34 3.3.1 初選軸的直徑 35 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 3.4 軸的強度驗算 36 3.4.1 軸的剛度計算 36 3.4.2 軸的強度計算 56 3.5 軸承選擇與壽命計算 63 3.5.1 輸出一軸軸承的選擇與壽命計算 63 3.5.2 輸出二軸軸承的選擇與壽命計算 68 3.6 本章小結 71 第 4 章 變速器同步器及結構元件設計 72 4.1 同步器設計 72 4.1.1 同步器的功用及分類 72 4.1.2 鎖環(huán)式同步器 72 4.1.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 73 4.1.4 主要參數(shù)的確定 74 4.2 變速器殼體 76 4.3 本章小結 76 結論 .77 參考文獻 78 致謝 .80 附錄 .81 附錄 A 外文文獻原文 81 附錄 B 外文文獻翻譯 92 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 1 第 1 章 緒 論 汽車自動變速技術是人們長期以來一直努力追求的目標，是車輛改進和完善傳動 系統(tǒng)的重要方向。自動變速技術始于 1960 年左右，到現(xiàn)在車輛的自動變速技術已取 得了長足的進步。裝備自動變速器的汽車，具有操縱方便、起步平穩(wěn)、乘坐舒適性好、 燃油經(jīng)濟性高、安全可靠等一系列優(yōu)點，使得市場上對裝備自動變速器的汽車的需求 日漸高漲。汽車自動變速器的研究和應用有著更加重要的現(xiàn)實意義，各主要工業(yè)國家 均在這方面投入了大量人力和財力，研制出種類繁多的各類自動變速器。自動變速器 技術越來越完善，在越來越多的車輛上得到應用，成為現(xiàn)代汽車與現(xiàn)代工業(yè)發(fā)展的標 志之一。隨著我國的經(jīng)濟發(fā)展，家庭汽車的普及程度越來越高，且對乘用車的乘坐舒 適性、燃油經(jīng)濟性和排放性能有了更高的要求。因此研究和開發(fā)既有高質(zhì)量、操縱方 便又有經(jīng)濟實用等特點的車輛具有廣闊發(fā)展前景，來滿足日益增長的廣大消費者的需 求。要實現(xiàn)這些功能，滿足這些要求，就必須開發(fā)和研制出傳動系中既能夠高效傳遞 發(fā)動機動力，又具有操縱方便的自動變速器 1。 1.1 課題研究的目的和意義 由于汽車傳動方式和控制方式的不同，汽車自動變速系統(tǒng)存在多種不同的類型。 根據(jù)傳動方式的不同，可以分為以下五類：液力傳動、液壓傳動、機械傳動、儲能傳 動、電傳動。汽車上應用較多的自動變速器主要有液力機械自動變速器（Automatic Transmission，AT） 、無級變速器（Continuously Variable Transmission，CVT）和電控 機械自動變速器（Automated Manual Transmission，AMT）以及最近發(fā)展的雙離合器 自動變速器（Dual Clutch Transmission，DCT）等四種。 AT 具有起步平穩(wěn)、柔和，以及換擋迅速、無沖擊等優(yōu)點。除其裝有的液力變矩 器可以改善車輛性能外，還主要歸功于它實現(xiàn)了動力換擋，即換擋過程中不切斷動力 傳遞，只是通過兩個離合器(或制動器)間的切換完成，換擋時間極短，換擋品質(zhì)與車 輛性能好。但是它也具有效率低、動力性略差、結構復雜、成本高等缺點 1；CVT 雖 具有速比無級變化的優(yōu)點，可以實現(xiàn)轉(zhuǎn)矩的無級傳遞，提高無級自動變速汽車的乘車 舒適性、加速性以及燃油經(jīng)濟性。但是其起動性能差，一般需另加起動裝置，并且無 級自動變速器的設備更換量大、制造困難和價格也較高等缺點。AMT 的工作原理決 定了它在換擋過程中首先要分離離合器，然后將變速器摘空擋，再選擋、換擋，最后 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 2 接合離合器。這樣，當離合器分離后，直到離合器再重新接合之前，發(fā)動機的動力將 不能被傳遞到車輪去驅(qū)動車輛運行，所以換擋過程中產(chǎn)生了動力傳遞的中斷，這對車 輛的動力性、舒適性以及燃油經(jīng)濟性和排放帶來了一定的影響。特別是在舒適性方面， 由于換擋過程的動力中斷，必然會產(chǎn)生動力傳動系統(tǒng)的沖擊，影響了汽車的行駛平順 性，使得其在對舒適性要求高的車型上的應用受到了限制。同時動力中斷也會造成一 定的動力損失，影響了汽車的加速性能。 為了解決中斷動力換擋給車輛性能帶來的影響，需要對電控機械式自動變速器的 換擋過程進行精確的控制。特別是為了減少換擋過程中的沖擊度，需要對發(fā)動機與變 速器構成的動力總成在轉(zhuǎn)速差、轉(zhuǎn)矩等方面進行精確匹配和控制，但是這些僅在一定 程度上改善其換擋性能，并不能從根本上解決問題。如果要進一步提高電控機械式自 動變速器的性能，則需要增加發(fā)動機起、停等一些其它控制手段，反而增加了車輛的 復雜程度和成本，得不償失。所以，電控機械式自動變速器在對車輛舒適性等方面要 求不高的車型上，例如低擋轎車、軍用車輛、公共汽車、載重車等，由于其具有結構 簡單、成本低等優(yōu)點，仍具有優(yōu)勢，但是在對舒適性要求高的車型上，其應用就具有 了局限性。為了既可以充分利用 AMT 所具有的優(yōu)點，又可以消除 AMT 中斷動力換 擋的缺點，雙離合器式自動變速器（DCT）應運而生，它繼承了手動變速器傳動效率 高、安裝空間緊湊、重量輕、價格便宜等許多優(yōu)點。DCT 的優(yōu)點體現(xiàn)在對車輛性能 的提高和對自動變速器生產(chǎn)成本的降低兩個方面。 首先，因為 DCT 是按照動力換擋的原理來設計的，在換擋過程中避免了動力中 斷，保留了 AT、CVT 等換擋品質(zhì)好的優(yōu)點。車輛在換擋過程中，發(fā)動機的動力始終 可以傳遞到車輪，換擋迅速平穩(wěn)，不僅保證了車輛的加速性，而且由于車輛不再產(chǎn)生 由于換擋時動力中斷引起的沖擊，也極大的改善了車輛運行的舒適性。而且，它大大 縮短了換擋時間，兩個離合器的切換時間通常在 0.30.4 秒左右，換擋完成時間非常 短，所以不易被車輛乘客感覺到，極大的提高了換擋舒適性，保證了車輛具有良好的 動力性與換擋品質(zhì) 2。 其次，由于雙離合器式自動變速器是在傳統(tǒng)的手動變速器基礎上進行自動化的， 從而以結構簡單的平行軸式結構達到了結構復雜的旋轉(zhuǎn)軸（行星齒輪）式自動變速器 的效果，但結構更加緊湊，成本更低。并且擋位是在離合器分離的情況下預先掛擋的， 因此可以有較充分的轉(zhuǎn)速同步時間，原來的同步器還可以改用嚙合套，其結構更為簡 單，其成本遠遠低于 AT、CVT 等自動變速器。所以它與 AMT 一樣、可以充分利用 原有手動變速器的生產(chǎn)設備，只需增加少量的生產(chǎn)設備即可，生產(chǎn)繼承性好，很適合 現(xiàn)有的手動變速器生產(chǎn)廠，具有很高的經(jīng)濟效益和社會效益。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 3 總之，雙離合器自動變速器既繼承了手動變速器傳動效率高、結構緊湊、重量輕、 價格便宜等許多優(yōu)點，而且實現(xiàn)了自動變速器的動力性換擋，又保留了液力機械自動 變速器和無級自動變速器換擋品質(zhì)好的優(yōu)點，使車輛具有很好的動力性和經(jīng)濟性，相 對于電控機械式自動變速器，是一個巨大的進步。 1.2 課題的研究現(xiàn)狀 雙離合器自動變速器的概念從產(chǎn)生到現(xiàn)在已經(jīng)有七十年左右的歷史。 RudolfFranke 在上個世紀 30 年代末首先提出將手動變速器變?yōu)閯恿Q擋變速器的概 念，用于改善卡車變速器的換擋品質(zhì)。1939 年德國人 Kegresse.A 第一個申請了雙離 合器變速器的專利，圖 1.1 為 Kegresse.A 發(fā)明的雙離合器自動變速器，其提出了將手 動變速器分為兩部分的設計概念。即一部分傳遞奇數(shù)擋，另一部分傳遞偶數(shù)擋。且其 動力傳遞通過兩個離合器聯(lián)結兩根輸入軸，相鄰各擋的從動齒輪交錯與兩輸入軸齒輪 嚙合，配合兩個離合器的控制，能夠?qū)崿F(xiàn)在不切斷動力的情況下，改變傳動比，從而 縮短了換擋時間，有效地提高換擋品質(zhì)，并在載貨車上進行過相關的試驗，但這種變 速器并沒有投入批量生產(chǎn)。 圖 1.1 1939 年 Kegresse 發(fā)明的雙離合器自動變速器 上世紀 80 年代，保時捷公司重新設計發(fā)明了專用于賽車的雙離合變速器(PDK Porsche Doppel Kupplungen)，如圖 1.2 所示，消除了換擋時的動力傳遞停滯現(xiàn)象，但 也未能將 DCT 技術投入批量生產(chǎn) 3。 隨著電子控制技術的飛速發(fā)展，雙離合器自動變速器的研究開發(fā)取得了很大的突 破，并且其量產(chǎn)和大范圍的應用于普通轎車也成為可能性。2005 年，由 Ricardo 公司 研發(fā)的 7 擋 DCT 已經(jīng)裝配于 Bugatti Veyron 上；2008 年 4 月，配備 LuK 干式雙離合 器的 7 擋 DSG 變速器在德國大眾汽車公司進入量產(chǎn)，這款變速器有較強的抗疲勞強 度的能力，在結構緊湊型、燃油經(jīng)濟性方面比濕式雙離合器更勝一籌；截至 2010 年 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 4 底，除大眾公司外，另有保時捷、寶馬、尼桑、福特、沃爾沃、奧迪等多家公司向市 場推出了配備 DCT 的車型。預計到 2011 年底歐洲生產(chǎn)的車輛約 6.5%采用雙離合器 傳動技術，而福特汽車將成為采用雙離合器傳動汽車的第二大汽車生產(chǎn)商。 圖 1.2 1985 年保時捷應用于賽車上的雙離合器自動變速器 與國外相比，國內(nèi)對雙離合器自動變速器的研究較晚、較少。2006 年，國家將 雙離合器自動變速器列為“十一五”國家 863 計劃重點項目進行研究，從此其在國內(nèi) 得到了迅速發(fā)展； 2008 年杭齒集團等研究結構研究的 6 擋干式 DCT 獲得重大突破； 上汽集團 2008 年開始 DCT 的研究，并于 2009 年生產(chǎn)出樣機；2009 年吉利集團推出 其研究的 DCT 樣機。在渝舉行的“中國工程科技論壇2010 中國汽車自主創(chuàng)新” 上獲悉，上汽正加速研發(fā)我國自主創(chuàng)新、擁有國際領先技術的濕式雙離合器自動變速 箱，并表示該項產(chǎn)品將于不久正式面世。同時，2011 年 2 月比亞迪也推出自主研發(fā) 的雙離合器式自動變速器。 1.3 課題的研究內(nèi)容及技術路線 我國是以平行軸式變速器生產(chǎn)為主的國家，生產(chǎn)雙離合器自動變速器可以充分利 用原有手動變速器的生產(chǎn)設備，只需增加少量的生產(chǎn)設備即可，生產(chǎn)繼承性好，可以 大大的減小成本，因此發(fā)展和研究雙離合器自動變速器將是實現(xiàn)汽車自主創(chuàng)新的一個 重要方向。所以本課題旨在通過對雙離合器自動變速器的結構、工作原理的分析與比 較，為以后的設計工作提供一定的參考。主要進行以下工作： 1、首先以 DCT 系統(tǒng)的工作原理為基礎，總結歸納出各種可能的雙離合器自動變 速器的結構和布置型式，以及其各個結構的優(yōu)缺點，從中選擇適合原型車的布置形式， 同時對換擋執(zhí)行機構方案進行比較分析。 2、根據(jù)對雙離合器自動變速器的分析，提出齒輪軸系的參數(shù)選擇原則和結構設 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 5 計方法。 3、根據(jù)原型車參數(shù)，應用已經(jīng)確定的 DCT 結構和尺寸的設計原則與方法，設計 干式雙離合器自動變速器的基本結構。 技術路線圖如圖 1.3 所示。 雙離合器自動變速器的原理分析 雙離合器自動變速器的結構分析及確定 雙離合器結構形式分析及確定 雙離合器自動變速器的主要參數(shù)計算 齒輪參數(shù)計算 各軸的結構尺寸計算 齒輪校核 各軸的校核 軸承的選用及校核 雙 離 合 器 自 動 變 速 器 的 原 理 分 析 雙 離 合 器 自 動 變 速 器 的 結 構 分 析 及 確 定 雙 離 合 器 結 構 形 式 分 析 及 確 定 雙 離 合 器 自 動 變 速 器 的 主 要 參 數(shù) 計 算 齒 輪 參 數(shù) 計 算 各 軸 的 結 構 尺 寸 計 算 齒 輪 校 核 各 軸 的 校 核 軸 承 的 選 用 及 校 核 圖 1.3 技術路線圖 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 6 第 2 章 雙離合器自動變速器傳動方案的確定 雙離合器自動變速器既可以充分利用 AMT 的一系列的優(yōu)點，又可以消除中斷動 力換擋的缺點。目前各大汽車公司研制的 DCT 采用的結構不盡相同，每種結構類型 都有其適用的傳動結構，所以對不同的 DCT 結構方案進行分析，以確定傳動方案合 理性是 DCT 設計開發(fā)的重要基礎。雙離合器自動變速器系統(tǒng)主要由雙離合器、變速 器、雙離合器執(zhí)行機構、變速器換擋執(zhí)行機構、ECU 和各種傳感器等組成。DCT 的 基本原理相當于采用兩套變速器和兩個離合器。一個變速器處于工作狀態(tài)時，另一變 速器空轉(zhuǎn)。通過兩個離合器的切換來實現(xiàn)兩變速器交替進入工作狀態(tài)，可在動力切斷 時間很短的情況下完成換擋。換擋過程非常迅速，換擋時間不會超過 0.2s，從而消除 了切斷動力換擋帶來的問題。 2.2 DCT 結構的分析 DCT 是基于手動變速器的基礎上發(fā)展的，DCT 是通過將變速器按照奇、偶數(shù)分 別布置在兩個離合器所連接的兩個輸入軸上，通過控制離合器的切換完成換擋過程。 其齒輪及軸系采用機械變速器定軸式結構，有多種傳動方案 4。 在車輛處于停車狀態(tài)時，兩個離合器都處于分離狀態(tài)，即兩個離合器是常開式的。 起步時，先將擋位切換為 1 擋，然后離合器 CL1 接合，車輛開始起步運行，離合器 CL2 仍處于分離狀態(tài)，不傳遞動力。當車輛加速接近擋的換擋點時，由 ECU 控制自 動換擋機構將擋位提前換入擋。當達到 2 擋的換擋點時，CL1 離合器開始分離，同時 CL2 離合器開始接合，兩個離合器交替切換，直到離合器 CL1 完全分離，離合器 CL2 完全接合，換擋過程結束。進入 2 擋后，TCU 通過相關傳感器信號判斷車輛當 前運行狀態(tài)，進而計算出車輛即將進入運行的擋位，如果車輛加速，則下一個擋位為 3 擋，如果車輛減速，則下一個擋位為 1 擋。而 1 擋和 3 擋均連接在離合器 CL1 上， 因為該離合器處于分離狀態(tài)，不傳遞動力，故可以控制選換擋執(zhí)行機構預先換入即將 進入工作的擋位，當車輛運行達到換擋點時，只需要將正在工作的離合器 CL2 分離， 同時將另一個離合器 CL1 接合，配合好兩個離合器的切換時序即可方便地實現(xiàn)整個 換擋過程。車輛繼續(xù)行駛時，其它擋位的切換過程與上述分析類似。雙離合器自動變 速系統(tǒng)中換擋過渡過程實際就是兩個離合器分離和結合的過渡過程。在換擋過程中， 動力始終不會中斷，這樣完成的換擋過程成為動力換擋，這與液力自動變速器的換擋 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 7 過程是一樣的，其控制原理如圖 2.1 所示 6。 圖 2.1 雙離合器自動變速系統(tǒng)控制原理圖 為了使汽車具有較好的動力性和燃油經(jīng)濟性，雙離合器自動變速器通常設有 5 個 或 6 個前進擋和一個倒擋，有的也有 7 個前進擋。按中間軸的數(shù)量，其可分為兩軸式、 單中間軸和雙中間軸式三種型式 7。 兩軸式 DCT 沒有中間軸，兩根輸入軸中的常嚙合齒輪直接與輸出軸的相應齒輪 相嚙合，動力從輸出軸傳出。圖 2.2 為兩軸式 DCT 傳動簡圖。兩軸式 DCT 結構簡單、 緊湊。其缺點是擋位數(shù)不宜過多，增加擋位數(shù)會增加實心輸入軸和輸出軸的長度。由 于沒有直接擋，因此在高擋工作時，齒輪和軸承均承載，噪聲較大，也增加了磨損， 這也是它的缺點。兩軸式 DCT 多在前置發(fā)動機前輪驅(qū)動或后置發(fā)動機后輪驅(qū)動的中 型和緊湊型轎車上使用。 圖 2.2 兩軸式雙離合器自動變速器 圖 2.3 為單中間軸式雙離合器自動變速器結構簡圖。單中間軸式雙離合器變速器 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 8 主要由雙離合器、兩根輸入軸、一根輸出軸、各擋齒輪及與其對應的同步器組成。其 1、3、5 擋與離合器與 CL1 連接在一起，2、4、6 擋連接在 CL2 離合器上，即將變速 器的擋位按奇、偶數(shù)分別與兩個離合器分開配置，變速器換擋所用的同步器等與原來 的普通手動變速器完全相同 7。 圖 2.3 單中間軸式雙離合器自動變速器 單中間軸式 DCT 的兩個輸入軸中的常嚙合齒輪直接與中間軸中相應的齒輪嚙合， 中間軸再通過兩個齒輪將動力傳遞到輸出軸。中間軸自動變速器只有一根中間軸，動 力從輸入軸通過齒輪副傳遞到中間軸，再從中間軸傳遞到輸出軸。輸入軸與輸出軸在 同一條直線上，中間軸平行于輸入軸布置。由于只有一根中間軸，除直接擋外，所有 擋位的從動齒輪都布置在中間軸上，這就使得中間軸的軸向長度很大。為了保證中間 軸具有足夠的剛度，在中間布置了軸的支柱使得自動變速器的結構較復雜。因為單中 間軸 DCT 的輸入軸和輸出軸的軸線在同一條直線上，所以能方便布置直接擋。直接 擋是中間軸 DCT 最大的優(yōu)點。單中間軸 DCT 的缺點是除直接擋外，其他擋位傳動效 率有所降低，當前進擋擋位較多時，實心輸入軸和中間軸都較長，所以單中間軸式 DCT 一般應用于對變速器軸向尺寸要求不高的車輛上。 雙中間軸式雙離合器變速器主要由雙離合器、兩根輸入軸、兩根中間軸、一根輸 出軸、各擋齒輪及與其對應的同步器組成。圖 2.4 為雙中間軸式雙離合器自動變速器 的結構簡圖。兩個離合器各自與不同的輸入軸相連，離合器 CL1 通過空心軸和憜輪 與奇數(shù)擋位 1、3、5 和倒擋相連，離合器 CL2 則通過實心軸與偶數(shù)擋位 2、4、6 相 連。發(fā)動機的曲軸通過飛輪與兩個離合器主動部分連接。雙中間軸式 DCT 的工作過 程與單中間軸式相同。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 9 雙中間軸 DCT 與單中間軸 DCT 最大的區(qū)別就是用兩根中間軸代替了一根中間軸， 分別傳遞輸入軸到輸出軸的轉(zhuǎn)矩。這種結構布置的優(yōu)點是能有效減小變速器的軸向尺 寸，缺點是增加了變速器的徑向尺寸。因為雙中間軸 DCT 每一擋位至少通過兩對齒 輪嚙合才能將動力輸出，所以與兩軸式 DCT 相比，雙中間軸自動變速器的傳動 效率較低，但是由于其能有效的減小變速器軸的長度，減小自動變速器的尺寸，且適 圖 2.4 雙中間軸式雙離合器自動變速器 合于布置較多擋位數(shù)，所以在對變速器的軸向尺寸要求較高的情況下，如前置前驅(qū)動 乘用車的變速器布置為橫置工作時，或者中、重型商用車傳遞轉(zhuǎn)矩大，為提高其強度 與剛度時，一般采用此傳動結構，尤其在中、大型和豪華型轎車中得到廣泛使用。 2.2 DCT 雙離合器形式的分析 DCT 系統(tǒng)的性能特點主要源于所采用的雙離合器的形式。雙離合器作為 DCT 的 重要部件之一，其工作性能直接關系到車輛的是否正常起步及換擋品質(zhì)。為確保傳動 可靠、分離徹底、結合柔順、換擋快速、體積小、質(zhì)量輕、壽命長和易制造等特點， 所以從性能、結構、生產(chǎn)制造方式和操縱控制方面，都對雙離合器提出了較高要求 8。 目前,在 DCT 系統(tǒng)中通常采用干式單片或濕式多片兩種結構型式 9。 2.2.1 干式雙離合器性能分析 干式雙離合器具有從動部分轉(zhuǎn)動慣量小、結構簡單、調(diào)整方便、分離徹底、轉(zhuǎn)矩 過載保護、效率高、成本相對較低、不需輔助動力等優(yōu)點。兩個離合器一般采用軸向 并排布置，通過兩組分離杠桿分別控制兩個離合器的分離和接合。這種結構的雙離合 器往往軸向尺寸較大，給總體布置帶來一定的難度。 干式雙離合器可以通過壓盤和飛輪吸收較大熱量，對滑磨產(chǎn)生熱量的速度不敏感， 但因空氣散熱較慢，熱量不易在短時間內(nèi)散發(fā)出去，因此受到滑磨產(chǎn)生的總熱量的限 制。干式離合器適于在短時間內(nèi)結合，因為這樣滑磨的時間短，產(chǎn)生熱量少，所以干 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 10 式雙離合器適用于小轉(zhuǎn)矩作用，短時間滑磨的工況。 干式雙離合器則通過離合器從動盤上的摩擦片來傳遞轉(zhuǎn)矩，由于節(jié)省了相關液力 系統(tǒng)再結合干式離合器本身所具有的傳遞轉(zhuǎn)矩的高效性，干式系統(tǒng)很大程度地提高了 燃油經(jīng)濟性，電機驅(qū)動的干式雙離合器的油耗通常比液壓驅(qū)動的濕式雙離合器低 4%6%。但由于干式離合器的熱容量遠遠低于濕式離合器，在大功率輸入的情況下， 系統(tǒng)很快就會達到熱容極限，導致其使用壽命降低，承載能力下降。 采用干式雙離合器的變速器系統(tǒng)的效率得以顯著提高。變速器可以省去吸濾器、 油冷器和變速器殼體中的高壓油管。使其可以設計的更加緊湊。干式雙離合器的外形 尺寸比濕式雙離合器稍大，特別是軸向尺寸長，這是由雙離合器的布局和所選用的摩 擦材料所決定的。這樣，在車上布置兩個干式離合器，而且還要布置兩個離合器的操 縱機構需要的安裝空間很大；并且在離合器片磨損后，需要定期更換摩擦片。這都給 DCT 采用干式離合器帶來了困難。采用膜片彈簧作壓緊彈簧可以彌補干式離合器的 上述缺點：首先，膜片彈簧本身兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使得離合器結構大 為簡化，質(zhì)量減輕，并顯著地縮短了離合器的軸向尺寸。其次，由于膜片彈簧與壓盤 在整個圓周接觸，使壓力分布均勻，摩擦片的接觸良好，磨損比較均勻。另外，由于 膜片彈簧具有非線性的彈性特性，故在從動盤磨損后，仍能可靠地傳遞發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩 而不致產(chǎn)生滑磨。此外，因膜片彈簧是一種旋轉(zhuǎn)對稱零件，平衡性好，高速下其壓緊 力降低很少 10。 2.2.2 濕式雙離合器性能分析 濕式離合器有較好的可控性和控制品質(zhì),結構比較單一，具有壓力分布均勻、磨 損小且均勻、傳遞轉(zhuǎn)矩容量大、不用專門調(diào)整摩擦片間隙等特點。由于它用液壓油強 制冷卻，允許起步時較長時間打滑，并且高擋起步時不會燒損襯面，壽命可達干式離 合器的 56 倍。 濕式雙離合器受限于產(chǎn)生熱量的速度，但不受產(chǎn)生的總熱量的限制。在結合過程， 盡管會產(chǎn)生較多的熱量，但因冷卻油能不斷把熱量帶走，離合器仍能保持很好的工作 狀態(tài)。濕式離合器具有良好的散熱特點，適用于離合器結合過程中壓力逐步增加、發(fā) 熱速度較慢的工作狀況。 濕式雙離合器的轉(zhuǎn)矩傳遞通過浸沒在油中的濕式離合器摩擦片來實現(xiàn)。濕式離合 器工作環(huán)境對外全封閉，免受外界溫度、粉塵及內(nèi)部機油的影響，工作性能穩(wěn)定。摩 擦副間有油膜存在，接合過程中為混合摩擦狀態(tài)，接合過程平順。但濕式離合器摩擦 片與對偶鋼片均較薄，其損壞形式多為瞬時溫升過高或溫度分布不均導致的燒蝕或翹 曲，而不是摩擦片的磨損。工作過程中需要強制冷卻系統(tǒng)，從而造成功率損失。同時 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 11 由于液壓油的存在，導致離合器不能徹底分離，產(chǎn)生功率損失，其結構比干式復雜， 因而制造難度大，制造成本高。 通過干式與濕式離合器性能比較可知，雖然濕式雙離合器采用強制冷卻措施具有 散熱效果好的明顯優(yōu)點，但其復雜的結構增加了制造難度與成本。而與之相比，由于 目前膜片彈簧的引用彌補了干式離合器結構尺寸較大的缺點，使得開發(fā)具有良好的生 產(chǎn)繼承性、較高的傳動效率、相對較低的生產(chǎn)成本等特點。另外，對于輕型轎車，因 其工作轉(zhuǎn)矩小，更符合干式雙離合器適用于小轉(zhuǎn)矩作用工況的條件 11。 2.3 DCT 基本結構方案的確定 根據(jù)上述 DCT 的雙離合器模塊、齒輪軸系結構及執(zhí)行機構的結構形式特點，結 合本文研究的原型車特點和要求，確定所要開發(fā)設計的 DCT 雙離合器、機械系統(tǒng)和 執(zhí)行機構的基本結構方案。 1、結合原型車的參數(shù)要求，本文中研究的 DCT 采用干式雙離合器的結構方案。 2、根據(jù)常見的 DCT 結構特點及其適用的乘用車的布置形式，選擇雙中間軸式的 結構設計方案。 2.4 本章小結 本章詳述了雙離合器自動變速器的基本工作原理。對不同結構的 DCT 結構形式 進行了分析，主要分析了兩軸式、單中間軸式、雙中間軸式的結構特點，分析了干式 和濕式離合器的特性及適用范圍，為結構選型提供參考。對 DCT 的執(zhí)行機構方案進 行了分析，根據(jù)原型車的結構和相關參數(shù)，確定設計的結構方案。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 12 第 3 章 雙離合器自動變速器的設計與計算 3.1 變速器主要參數(shù)的選擇 本次畢業(yè)設計是在給定主要整車參數(shù)的情況下進行設計，整車主要技術參數(shù)如表 3.1 所示。 表 3.1 整車主要技術參數(shù) 發(fā)動機最大功率 200/6200（kw/rpm） 車輪型號 245/40R18 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 250/5000（Nm/rpm） 最高車速 250km/h 前軸負荷 8000N 后軸負荷 7000N 輪胎氣壓 2.5MPa 轉(zhuǎn)向盤操縱力 不超過 200N 3.1.1 傳動比范圍 變速器傳動比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動比的比值。最高檔通常是直接 檔，傳動比為 1.0；有的變速器最高檔是超速檔，傳動比為 0.70.8。影響最低檔傳 動比選取的因素有：發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、 驅(qū)動輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑以及所要求達到的最低穩(wěn)定 行駛車速等。目前乘用車的傳動比范圍在 3.04.5 之間，總質(zhì)量輕些的商用車在 5.08.0 之間，其它商用車則更大 14。 本設計最高檔傳動比為 0.8。 3.1.2 變速器各檔傳動比的確定 1、主減速器傳動比的確定 發(fā)動機轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關系式為： 037.irnuga （3.1） 式中： 汽車行駛速度（km/h） ；au 發(fā)動機轉(zhuǎn)速（r/min） ；n 車輪滾動半徑（m） ；r 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 13 變速器傳動比；gi 主減速器傳動比。0 已知：最高車速 = =250 km/h；最高檔為超速檔，傳動比 =0.8；車輪maxuv gi 滾動半徑 (mm)；發(fā)動機轉(zhuǎn)速 = =6200（r/min） ；6.32450.24.518r np 由公式（3.1）得到主減速器傳動比計算公式： 82.32508.17.3.0 aguinri 2、最低檔傳動比計算 按最大爬坡度設計，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角 坡道時，驅(qū)動力應大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣max 阻力忽略不計） 16。用公式表示如下： maxmax0max sincoGfriTtge （3.2） 式中： G 車輛總重量(N) ； 坡道面滾動阻力系數(shù)(對瀝青路面 =0.010.02)；f 發(fā)動機最大扭矩(Nm)；maxeT 主減速器傳動比；0i 變速器傳動比；g 為傳動效率（0.850.9） ；t R 車輪滾動半徑； 最大爬坡度（一般轎車要求能爬上 30%的坡，大約 ）max 7.16 由公式（3.2）得： tegiTrGi0maxax1 )snco( 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 14 （3.3） 已知：G=8000+7000=15000N ； ； ；r=0.3266m；018.f 7.6max Nm； ； ，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式：250maxeT82.30i9.t74.1.0823532.0).sin7.6cos1.(1 gi 滿足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件。即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動力時，驅(qū)動輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。公 式表示如下： 1ZftFrT110maxGfitge tegiTfri0max11 （3.4） 式中： 驅(qū)動輪的地面法向反力， =8000N；1G1G 驅(qū)動輪與地面間的附著系數(shù)；對良好的混凝土或瀝青路面 可取 0.70.8 之間。 已知： 取 0.8，把數(shù)據(jù)代入（3.4）式得： 6.290.823518.6.081 gi 所以，一檔轉(zhuǎn)動比的選擇范圍是： .74.1gi 初選一檔傳動比為 2.5。 3、變速器各檔速比的配置 按等比級數(shù)分配其它各檔傳動比，即： qiii7654321 209.185.671i 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 15 41.209.70.29.53421qiqi 8.029.171.29.4675qiqi 3.1.3 中心距的選擇 初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗公式計算： 31maxgeAiTK （3.5） 式中： A 變速器中心距（mm） ； 中心距系數(shù)，多檔的變速器 =9.511；KAK 發(fā)動機最大輸出轉(zhuǎn)距為 250（Nm） ；maxeT 變速器一檔傳動比為 2.5；1i 變速器傳動效率，取 96%。g （9.511） =80.1392.78mmA396.052 初取 A=82mm。 3.1.4 變速器的外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置 初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機構形式以及齒輪形式。 乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用： 8.27468).30()4.30( AL mm 初選長度為 270mm。 3.1.5 齒輪參數(shù)的選擇 1、模數(shù) 選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加 齒寬；為使質(zhì)量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應 該選用一種模數(shù)。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些。 轎車模數(shù)的選取以發(fā)動機排量作為依據(jù)，由表 3.2 選取主減速器齒輪模數(shù)為 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 16 ，其他各檔模數(shù)為 ，由于轎車對降低噪聲和振動的水平要求較高，0.3nm75.2nm 所以各檔均采用斜齒輪。 2、壓力角 壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒 的抗彎強度和表面接觸強度。 表 3.2 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) 對于轎車，為了降低噪聲，應選用 14.5、15 、16、16.5等小些的壓力角。國 家規(guī)定的標準壓力角為 20，所以普遍采用的壓力角為 20。嚙合套或同步器的壓力 角有 20、25、30等，普遍采用 30壓力角 15。 本變速器為了加工方便，故全部選用標準壓力角 20。 3、螺旋角 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角 時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。 試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應提高，但當螺旋角大于 30時，其 抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)， 并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應當選用較大的螺旋 角。 本設計初選螺旋角全部為 22。 4、齒寬 b 齒寬對變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時的受 力均勻程度等均有影響。 考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應該選用較小的齒寬。另一方 面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方 法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會使齒輪的 工作應力增加。選用較大的齒寬，工作中會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬 方向受力不均勻造成偏載，導致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。 乘用車的發(fā)動機排量 V/L 貨車的最大總質(zhì)量 /tam 車 型 1.0350HBS）常采用低 碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金鋼）切齒后表面淬火，以獲得 齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對已切輪齒造成的齒面變形需進行磨齒。但 若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內(nèi)齒輪等無法磨齒的齒輪 18。 由于一對齒輪一直參與傳動，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，抗彎強度 要求比較高。應選用硬齒面齒輪組合，所有齒輪均選用 20CrMnTi 滲碳后表面淬火處 理，硬度為 5862HRC 。 3.2.2 變速器齒輪彎曲強度校核 齒輪彎曲強度校核（斜齒輪）公式為： (3.23)btyKFw1 式中： 圓周力（N） ， ；1FdTg21 計算載荷（Nmm） ；gT 節(jié)圓直徑（mm） ， ， 為法向模數(shù)（mm） ；dcoszmdnn 斜齒輪螺旋角 ；)( 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 28 應力集中系數(shù)， =1.50；KK 齒面寬（mm） ；b 法向齒距， ； t nmt 齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù) 在齒形系數(shù)圖 3.2 中查得；y 3coszn 重合度影響系數(shù)， =2.0。KK 圖 3.2 齒形系數(shù)圖 將上述有關參數(shù)據(jù)代入公式（3.23） ，整理得到： (3.24)KyzmTcngw3os2 1、一檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： Nmm； ； ； mm； ；31025gT25.17.2n0.7cK ； ； ； ，查齒形系數(shù)圖 3.2 得：y=0.143，把以上19.0.K6z07.nz 數(shù)據(jù)代入(3.24) 式，得： MPa27.314.075.2164.3.coscos23310 KymzTngw 從動齒輪： 已知： Nmm； ； ； mm；331075.691025gT 25.1K7.2nm 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 29 ； ； ； ； ，查齒形系數(shù)圖 3.2 得：0.7cK26.0.K39z3.48nz y=0.153，把以上數(shù)據(jù)代入(3.24) 式，得： MPa56.1072153.07.23914. .cos6cos39 ymzTngw 2、二檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： Nmm； ； ； mm； ；3105gT25.1K7.2nm0.7cK ； ； ； ，查齒形系數(shù)圖 3.2 得：y=0.159，把以上2.0.K82z58.nz 數(shù)據(jù)代入(3.24) 式，得： MPa63.257159.07.2184.3.coscos332 ymzTngw 從動齒輪： 已知： Nmm； ； ； mm；331089.5108725gT 25.1K7.2nm ； ； ； ； ，查齒形系數(shù)圖 3.2 得：.cK6.2K7z4.6nz y=0.155，把以上數(shù)據(jù)代入(3.24) 式，得： MPa48.2715.07.2314. .cos895cos3321 ymzTngw 3、三檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： Nmm； ； ； mm； ；31025gT25.1K7.2nm0.7cK ； ； ； ，查齒形系數(shù)圖 3.2 得：y=0.154，把以上1.0.K4z35.6nz 數(shù)據(jù)代入(3.24) 式，得： MPa08.2357154.07.214.3.coscos23314 KymzTngw 從動齒輪： 已知： 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 30 Nmm； ； ； mm；3310762.41025gT 25.1K7.2nm ； ； ； ； ，查齒形系數(shù)圖 3.2 得：.7cK.K43z6.nz y=0.157，把以上數(shù)據(jù)代入(3.24) 式，得： MPa58.230715.07.2341. .cos0cos23313 ymzTngw 4、四檔齒輪的校核 主動齒輪： 已知： Nmm； ； ； mm； ；31025gT25.1K7.2nm0.7cK ； ； ； ，查齒形系數(shù)圖 3.2 得：y=0.152，把以上18.0.Kz86.nz 數(shù)據(jù)代入(3.24) 式，得： MPa04.2715.07.2314. .cos5cos235 ymzTngw 從動齒輪： 已知： Nmm； ； ； mm；3310826.471025gT 25.1K7.2nm ； ； ； ； ，查齒形系數(shù)圖 3.2 得：.7cK.K4z.40nz y=0.136，把以上數(shù)據(jù)代入(3.24) 式，得： MPa05.2437136.075.2314. .cos8cos234 ymzTngw 5、五檔齒輪的校核 主動齒輪： 已知： Nmm； ； ； mm； ；31025gT25.1K7.2nm0.7cK ； ； ； ，查齒形系數(shù)圖 3.2 得：y=0.138，把以上0.Kz3.6nz 數(shù)據(jù)代入(3.24) 式，得： MPa3.267138.075.214.3.coscos2331 ymzTngw 從動齒輪： 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 31 已知： Nmm； ； ； mm；331069.271052gT 25.1K7.2nm ； ； ； ； ，查齒形系數(shù)圖 3.2 得：.7cK8.K52z36.nz y=0.137，把以上數(shù)據(jù)代入(3.24) 式，得： MPa25.4713.075.214.3.cos69cos231 ymzTngw 6、六檔齒輪的校核 從動齒輪： 已知： Nmm； ； ； mm；3310.291025gT 25.1K7.2nm ； ； ； ； ，查齒形系數(shù)圖 3.2 得：.7cK4.K6z60.7nz y=0.160，把以上數(shù)據(jù)代入(3.24) 式，得： MPa59.267160.75.214.3.cos9cos2336 ymzTngw 7、七檔齒輪的校核 主動齒輪： 已知： Nmm； ； ； mm； ；31025gT25.1K7.2nm0.7cK ； ； ； ，查齒形系數(shù)圖 3.2 得：y=0.138，把以上04.K7z36.1nz 數(shù)據(jù)代入(3.24) 式，得： MPa36.207138.075.214.35.coscos2337 ymzTngw 從動齒輪： 已知： Nmm； ； ； mm；331025120gT 25.1K7.2nm0.7cK ； ； ； ； ，查齒形系數(shù)圖 3.2 得：y=0.133，把8.K8z3.6nz 以上數(shù)據(jù)代入(3.24) 式，得： MPa65.28713.075.214.3.coscos2338 ymzTngw 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 32 8、倒檔齒輪的校核 主動齒輪： 已知： 33107518250gT Nmm； ； ； mm； ； ； ；.K.2nm0.7cK183.0.2K ； ，查齒形系數(shù)圖 3.2 得：y=0.154，把以上數(shù)據(jù)代入(3.24)式，得：215z36.nz MPa19.267154.07.2514.3.coscos23315 KymzTngw 從動齒輪： 已知： Nmm； ； ； mm；33107518250gT 25.1K7.2nm0.7cK ； ； ； ； ，查齒形系數(shù)圖 3.2 得：y=0.159 ，把以4.K23z87.nz 上數(shù)據(jù)代入(3.16) 式，得： MPa63.257159.07.214.3.cos5cos2333 ymzTngw 已知： Nmm； ； ； mm；330612547gT .K.nm0.7cK ； ； ； ； ，查齒形系數(shù)圖 3.2 得：y=0.158，把以0.K421z69.5nz 上數(shù)據(jù)代入(3.24) 式，得： MPa70.2815.07.241.3.coscos23316 ymzTngw 9、主減速器齒輪的校核 主動齒輪： 因為一檔傳動比最大，所以一檔工作時，主減速器斜齒輪彎曲應力最大 已知： 331075.691025gT Nmm； ； ； mm； ； ； ；17.Knm8cK34.00.2K ； ，查齒形系數(shù)圖 3.2 得：y=0.158，把以上數(shù)據(jù)代入69817zz8nz 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 33 (3.24)式，得： MPa56.098215.03614. .7cos792cos23179187 KymzTngww 從動齒輪： 已知： Nmm； ； ；332.065.0gT 7.1K mm； ； ； ； ； ，查齒形系數(shù)圖 3.23nm8cK17.610z5.9nz 得：y=0.167，把以上數(shù)據(jù)代入(3.24) 式，得： MPa2.482167.0314. .cos2os230 yzTcngw 對于轎車當計算載荷取變速器輸入軸最大轉(zhuǎn)距時，其許用應力不超過 180350MPa，以上各檔均合適。 3.2.3 輪齒接觸應力校核 )1(418.0bzjFE （3.25） 式中： 輪齒接觸應力（MPa） ；j 齒面上的法向力（N） ， ；F cos1F 圓周力（N） ， ；1 dTFg21 計算載荷（Nmm） ； 為節(jié)圓直徑（mm） ；gT 節(jié)點處壓力角， 為齒輪螺旋角； 齒輪材料的彈性模量 （MPa） ；E510.2 齒輪接觸的實際寬度（mm） ；b ， 主從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm） ，直齒輪 ，z sinzr 斜齒輪 ， ；sinbr2cosinzr2cosinbr 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 34 、 主、從動齒輪節(jié)圓半徑（mm） 。zrb 整理后得到斜齒輪接觸應力 )cos/in1cos/in1(cos418.0 22max bzej rrbdET （3.26） 將作用在變速器第一軸上的載荷 作為作用載荷時，變速器齒輪的許用接觸2maxeT 應力 見表 3.7。 j 表 3.7 變速器齒輪許用接觸應力 /MPaj齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900-2000 950-1000 常嚙合齒輪和高檔齒輪 1300-1400 650-700 1、一檔齒輪接觸應力校核 已知： Nmm； ； ； MPa；3max1025eT205106.2E mm， ， ，5.97.nckb 71.41d83zr.br 由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計算一個齒輪的接觸應力即 可，將作用在變速器輸入軸上的載荷 作為計算載荷，將以上數(shù)據(jù)代入（3.26）可maxeT 得： )2cos/0in15.82cos/0in85.231(cos071.425.96.18.0532,1 j Mpa7491，j 同理，其他各檔齒輪接觸應力見表 3.8、表 3.9 以上各檔變速器齒輪的接觸應力均小于齒輪的許用接觸應力 ，所以各檔均合j 表 3.8 變速器一到五檔齒輪接觸接觸應力 一檔 二檔 三檔 四檔 五檔 齒輪 10、9 2、1 14、13 5、4 11、12 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 35 輸入軸最大轉(zhuǎn)矩 （Nmm）maxeT250000 彈性模量 （MPa）E206000 齒寬 （mm）b19.25 節(jié)點處壓力角 （）20 齒輪螺旋角 （）22 節(jié)圓直徑 (mm)d47.71 54.4 62.62 69.51 62.09 主動齒輪節(jié)圓半徑 （mm）zr23.85 27.2 31.31 34.76 31.04 從動齒輪節(jié)圓半徑 （mm）b58.15 55.16 50.69 47.71 36.96 接觸應力 （MPa）j1292.74 1166.52 1054.82 982.22 1134.61 表 3.9 變速器六檔、七檔、倒檔、主減速器齒輪接觸接觸應力 六檔 七檔 倒檔 主減速器 齒輪 5、6 8、7 2、3 4、5 19、20 輸入軸最大轉(zhuǎn)矩 （Nmm )maxeT250000 609375 彈性模量 （MPa）E206000 齒寬 （mm）b19.25 24 節(jié)點處壓力角 （）20 20 齒輪螺旋角 （）22 17 節(jié)圓直徑 (mm)d69.51 73.91 54.4 74.63 50.7 主動齒輪節(jié)圓半徑 （mm）zr34.76 36.96 27.2 37.31 25.35 從動齒輪節(jié)圓半徑 （mm）b33.24 31.04